1、機械設計（論文）說明書題 目：二級直齒圓柱齒輪減速器系 別： XXX 系專 業：學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：目錄第一部分 課程設計任務書 3第二部分 傳動裝置總體設計方案 3第三部分 電動機的選擇 4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數 7第五部分 齒輪的設計 8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計 17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算 20第八部分 減速器及其附件的設計 22第九部分 潤滑與密封 24設計小結 2525參考文獻第一部分 課程設計任務書一、設計課題：設計兩級展開式圓柱直齒輪減速器 , 卷筒效率為 0.9（ 包括其支承軸承效率 的損失 ）, 使用期限 8 年（

2、300 天/ 年）,2 班制工作 , 運輸容許速度誤差為 5%,車間有 三相交流 , 電壓 380/220V。二 . 設計要求 :1. 減速器裝配圖一張。2. 繪制軸、齒輪等零件圖各一張。3. 設計說明書一份。三 . 設計步驟 :1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 齒輪的設計6. 滾動軸承和傳動軸的設計7. 鍵聯接設計8. 箱體結構設計9. 潤滑密封設計第二部分傳動裝置總體設計方案1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度

3、。3. 確定傳動方案：考慮到總傳動比不大，確定其傳動方案如下：圖一:傳動裝置總體設計圖初步確定傳動系統總體方案如：傳動裝置總體設計圖所示。選擇二級圓柱直齒輪減速器（展開式）。計算傳動裝置的總效率a：尹 F 5- =0.993X 0.972x 0.992X 0.9=0.811為軸承的效率，2為齒輪嚙合傳動的效率，3為聯軸器的效率，4為工作機的效第三部分電動機的選擇1電動機的選擇執行機構轉速n:n=90r/m in工作機的功率Pw：pw= 5.5 KW電動機所需工作功率為：Pd=pw = 5.5 n a 0.81=6.79 KW執行機構的曲柄轉速為n = 90 r/min經查表按推薦的傳動比合理范

4、圍，二級圓柱直齒輪減速器傳動比ia=840,電動機轉速的可選范圍為 nd = iaX n = (8X 40)x 90 = 7203600r/min。綜合考慮電 動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和減速器的傳動比，選定型號為丫132M-4的三相異步電動機，額定功率為 7.5KW,滿載轉速nm=1440r/min,同步轉速 1500r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1)總傳動比：由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n,可得傳動裝置總傳動比為：ia=n m/n=1440/90=16(2)分配傳動裝置傳動比取兩級圓柱齒輪減速器咼速級的傳動比為ii2 =1.3ia ='1.3

5、X 16 = 4.56則低速級的傳動比為：ia16十i23 = i12 = 4.56 = 3.51第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速：ni = nm = 1440 = 1440 r/minnii = n i/i12 = 1440/4.56 = 315.8 r/mi nn iii = nii/i23 = 315.8/3.51 = 90 r/minniv = n iii = 90 r/min(2)各軸輸入功率：Pi = PdX ； = 6.79X 0.99 = 6.72 KWPii =Pi X ： = 6.72X 0.99X 0.97 = 6.45 KWPiii=Pii X ： =

6、 6.45X 0.99X 0.97 = 6.19 KWPiv =Piii X ； = 6.19X 0.99X 0.99 = 6.45 KW則各軸的輸出功率:Pi' = Pi X 0.99 = 6.65 KWPii' = Pii X 0.99 = 6.39 KWPii' = Piii X 0.99 = 6.13 KWPiv = Piv X 0.99 = 6.39 KW(3)各軸輸入轉矩：Ti = TdX；電動機軸的輸出轉矩Td = 955* 出=9550X679 = 45 Nm所以:Ti = TdX ； = 45X 0.99 = 44.5 NmTii = TiX ii2

7、X 二二 44.5X 4.56X 0.99 X 0.97 = 194.9 NmTiii = Tii X i23-二二 194.9X 3.51 X 0.99X 0.97 = 656.9 NmTiv = Tiii X ； = 656.9X 0.99X 0.99 = 643.8 Nm輸出轉矩為：Ti=TiX 0.99 =44.1 NmTii'=Tii X 0.99=193 Nm1T iii =:Tiii X 0.99 :=650.3 Nm1T iv =:Tiv X 0.99 :=637.4 Nm齒輪的設計第五部分(一)高速級齒輪傳動的設計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現場

8、安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速材料：高速級小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS高速 級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS取小齒齒數：Zi = 24,則：Z2 = ii2 X Zi = 4.56X 24 = 109.44 取: Z2 = 1092初步設計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設計：d1t 確定各參數的值：1) 試選 Kt = 1.22) T1 = 44.5 Nm3) 選取齒寬系數-d = 14) 由表8-5查得材料的彈性影響系數Ze = 189.8 , MPa5) 由圖8-15查得節點區域系數Zh = 2.56) 查得小齒輪的接觸疲勞

9、強度極限：二Hlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:二Hlm = 560 MPa。7) 計算應力循環次數：小齒輪應力循環次數：N1 = 60nkth = 60X 1440X 1 X 8X 300X 2X 8 = 3.32X 10998大齒輪應力循環次數：N2 = 60nkth = N1/u = 3.32X 10 /4.56 = 7.28X 108) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數：Khn1 = 0.86,Khn2 = 0.899) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%安全系數S=1,得：二h1 = 0.86X 610 = 524.6 MPaKHN2 ° Hlim

10、2S=0.89X 560 = 498.4 MPa許用接觸應力：二H=(二Hi+ n2)/2 = (524.6+498.4)/2 = 511.5 MPa3設計計算:小齒輪的分度圓直徑=48.2 mm3 /2X 1.2X 44.5X 1000 4.56+125X 189.821% 4.56 511.54修正計算結果:1)確定模數:d1t mn =Z148.2="24= 2.01 mm取為標準值：2 mm。2)中心距：Z1+Z2 mn(24+109) x 2a =2 ：=2= 133 mm3) 計算齒輪參數:d1 = Zmn = 24x 2 = 48 mmd2 = Z2mn = 109x

11、2 = 218 mmb = © dx d1 = 48 mmb圓整為整數為：b = 48mm。4) 計算圓周速度v:n dnv =60X1000=3.14X 48X 1440=60X1000=3.62 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為8級5校核齒根彎曲疲勞強度:(1) 確定公式內各計算數值:1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數：Kh：. = 1.1， Kf：. = 1.1 ;齒輪寬高比為:bbh(2h；+c*)mn48(2 X 1+0.25) X 2=10.672323求得：Kh : = 1.09+0.26 d +0.33X 10- b = 1.09+0.26X 0.8 +0.33X

12、 10- X 48 = 1.37,由圖 8-12 查得：Kf! = 1.342) K = KaKvKfKfI = 1X 1.1X 1.1X 1.34 = 1.623) 由圖8-17、8-18查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數：YFa1 = 2.63 YFa2 = 2.17應力校正系數：Ysa1 = 1.59 Ysa2 = 1.834) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為:二 Flim1 =245 MPa二 Flim2 =220 MPa5) 同例8-2 :小齒輪應力循環次數：N1 = 3.32X 109大齒輪應力循環次數：N2 = 7.28X 1086) 由圖8-20查得

13、彎曲疲勞壽命系數為：Kfn1 = 0.82 Kfn2 = 0.857) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式8-15得：KFN1 c Flim1匚f1 =§0.82X 245-TT- = 154.5K；冃2 =-FN2 c Flim20.85X 2201.3= 143.8大齒輪數值大選用。丫Fa1YSa1丫Fa2YSa22.63X 1.594 = a027072.17X 1.83143.8= 0.02762(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度:=1.91 mm1.91 w 2所以強度足夠。(3) 各齒輪參數如下: 大小齒輪分度圓直徑:di = 48 mmd2 = 218 m

14、mb = '-'d x di = 48 mmb圓整為整數為：b = 48 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 53 mm b2 = 48 mm 中心距：a = 133 mm,模數：m = 2 mm(二)低速級齒輪傳動的設計計算1齒輪材料、熱處理及精度:考慮此減速器的功率及現場安裝的限制，故選用二級展開式圓柱直齒輪減速材料：高速級小齒輪選用45號鋼調質，齒面硬度為小齒輪：250HBS高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS取小齒齒數：Z3 = 25,則:Z4 = i23X Z3 = 3.51 X 25 = 87.75取: Z4 = 872初步設計齒輪傳動的主要

15、尺寸，按齒面接觸強度設計:d1t確定各參數的值：1)試選Kt = 1.22)T2 = 194.9 Nm3)選取齒寬系數-'d = 14)由表8-5查得材料的彈性影響系數Ze = 189.8 MPa5)由圖8-15查得節點區域系數Zh = 2.56)查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：二Hlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:匚Hlm = 560 MPa。7)計算應力循環次數:小齒輪應力循環次數：N3 = 60nkth = 60X 315.8X 1X 8X 300X 2X 8 = 7.28X 108oo大齒輪應力循環次數：N4 = 60nkth = N1/u = 7.28 X

16、 10 /3.51 = 2.07X 108) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數：Khn1 = 0.89,Khn3 = 0.919) 計算接觸疲勞許用應力,取失效概率為1%安全系數S=1,得:刑3 =HN/Hhm3 = 0.89X 610 = 542.9 MPa刑4 =日“4/4 = 0.91 x 560 = 509.6 MPa許用接觸應力:ch = ( ；h3+；h4)/2 = (542.9+509.6)/2 = 526.25 MPa3設計計算:小齒輪的分度圓直徑3 2X 1.2X 194.9X 10003.51+1X3.51 X25X 189.8 迄526.25丿=78.8 mm4修正計算結

17、果:1) 確定模數:d1t mn =Z3嚟=3.15 mm25取為標準值：3 mm。2)中心距:Z3+Z4 mn(25+87) X 3=2= 168 mm3)計算齒輪參數:d3 = Z3mn = 25X 3 = 75 mmb = © dx d3 = 75 mmb圓整為整數為：b = 75 mm4) 計算圓周速度v:n d3n23.14X 75x 315.8v = 1.24 m/s60x100060x1000由表8-8選取齒輪精度等級為8級。5校核齒根彎曲疲勞強度：(1) 確定公式內各計算數值:1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數：Kh：. = 1.1， Kf. = 1.1 ;齒輪寬高

18、比為:b(2h；+c*)mn75(2 x 1+0.25) x 3求得：Kh : = 1.09+0.26 d4+0.33x 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33x 10-3x 75 = 1.37,由圖 8-12 查得：Kf! = 1.342) K = KaKvKf：Kf'： = 1x 1.1x 1.1x 1.34 = 1.623) 由圖8-17、8-18查得齒形系數和應力修正系數：齒形系數:YFa3 = 2.61 YFa4 = 2.23應力校正系數：Ysa3 = 1.6 YSa4 = 1.794) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為:二 Flim

19、3 =245 MPa 二 Flim4 =220 MPa5) 同例8-2 :小齒輪應力循環次數：N3 = 7.28x 108大齒輪應力循環次數：N4 = 2.07x 1086) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數為：Kfn3 = 0.85 Kfn4 = 0.877) 計算彎曲疲勞許用應力，取 S=1.3，由式8-15得:汗3 =KFN3 ° Flim3S0.85X 245=160.2二F】4 =KFN4 ° Flim4S0.87X 220=147.2丫Fa4YSa4°日42.61 X 1.6160.2=0.02607丫Fa/Sa4° F】4=2.23X 1.

20、79=147.2=0.02712大齒輪數值大選用(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度:=3.0 mm3.0< 3所以強度足夠(3) 各齒輪參數如下: 大小齒輪分度圓直徑:d3 = 75 mmd4 = 261 mmb = '-'dX d3 = 75 mmb圓整為整數為：b = 75 mm中心距：a = 168 mm,模數：m = 3 mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯軸器的設計I軸的設計1輸入軸上的功率Pi、轉速ni和轉矩Ti:Pi = 6.72 KW ni = 1440 r/min Ti = 44.5 Nm2求作用在齒輪上的力：已知高速級小齒輪的分度圓直徑為：di =

21、48 mmFt =2Tidi2X 44.5X iOOO48=I854.2 NFr = Ft X tan：t = I854.2X tan20° = 674.9 N3初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據機械設計（第八版）表I5-3，取Ao = II2,得：Pi3672dmin = AoX = II2X 44° = I8.7 mmV ni輸出軸的最小直徑為安裝聯軸器直徑處 di2,所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩：Tea = KaTi，查機械設計（第八版）表I4-I，由于轉矩變化很小，故取：Ka = I.2,則:Tea

22、= KaT i = 1.2 X 44.5 = 53.4 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%選取聯軸器型號為：LT4型，其尺寸為：內孔直徑 20 mm，軸孔長度38 mm,貝U: di2 = 20 mm，為保證聯軸器定位可靠取：I12 = 36 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 30 mm, 左端用軸肩定位，故取11-111段軸直徑為：d23 = 25 mm。右端距箱體壁距離為20，取：123 = 35 mm。4 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 ：初選軸承的類型及型號。 為能順利地在軸端 III-IV 、VII-VIII 上安裝軸承， 其段滿足軸承內徑標準，

23、故取：d34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承 樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為：dX D X T = 30X 62X 16 mm，軸承右 端采用擋油環定位，取：也=16 mm。右端軸承采用擋油環定位，由軸承樣本查 得6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于 ：2d56，所以小齒輪應 該和輸入軸制成一體，所以：曲=53 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位， 貝：I67 = s+a = 10+8 = 18 mmI45 = b3+e+a+s = 80+12+10+8 =

24、110 mmI78 = T = 16 mm5 軸的受力分析和校核 ：1）作軸的計算簡圖（見圖 a）：根據 6206深溝球軸承查手冊得 T= 16 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (48+5)/2+18+16-16/2)mm = 52.5 mm2）計算軸的支反力:Fnh1 =FnH2 =FtL3：L2+L3FtL2L2+L3垂直面支反力（見圖d）:FrL3Fnv1 :=L2+L3FrL2FnV2=L2+L33）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：水平面支反力（見圖b）:截面C處的水平彎矩:1854.2X 52.5=144.5+52.5= 494.1 N1854.2X 144.5=1360.1 N144

25、.5+52.5674.9X 52.5=144.5+52.5=179.9 N674.9X 144.5=495 N=144.5+52.5Mh = FnhiL2 = 494.1 X 144.5 Nmm = 71397 Nmm截面C處的垂直彎矩:Mv = FNV1L2 = 179.9X 144.5 Nmm = 25996 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：r22M = M”+Mv = 75982 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危

26、險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4),取a = 0.6，貝U有:_ McaCca =M1+( a T1)2 759822+(0.6X 44.5X 1000)2W=07X483MPa=7.3 MPaW ：匚=60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:*II軸的設計1求中間軸上的功率P2、轉速n2和轉矩T2：P2 = 6.45 KW n2 = 315.8 r/mi n T2 = 194.9 Nm2求作用在齒輪上的力：已知高速級大齒輪的分度圓直徑為d2 = 218 mmFt = 2T2d2=2X 嘗；1

27、000 = 1788.1 NFr = Ft X tan：t = 1788.1 x tan20° = 650.8 N已知低速級小齒輪的分度圓直徑為d3 = 75 mm2T2Ft = 一d32X 194.9X 100075=5197.3 NFr = FtX tan ： t = 5197.3X tan 20° = 1891.7 N3確定軸的各段直徑和長度先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據機械設計得 :6.45=107X : 315.8=29.2 mm中間軸最小直徑顯然是安裝軸承的直徑d12和d67,選定軸承型號為：6206型深溝球軸承，其尺寸為：dx D

28、 x T = 30X 62X 16 mm,貝U: d12 = d67 = 30 mm。取高速大齒輪的內孔直徑為：d23 = 35 mm,由于安裝齒輪處的軸段長度應略小于輪轂長度，貝U： 123 = 46 mm,軸肩高度：h = 0.07d = 0.07X 35 = 2.45 mm,軸肩寬度： b> 1.4h = 1.4X2.45 = 3.43 mm,所以：d34 = d56 = 40 mm, 134 = 14.5 mm。由于低速小齒輪直徑d3和2d34相差不多，故將該小齒輪做成齒輪軸，小齒輪段軸徑為：d45 = 75 mm，145 = 80 mm，貝U:I12 = T2+s+a+2.5+

29、2 = 38.5 mm156 = 10-3 = 7 mm167 = T2+s+a-156 = 16+8+10-7 = 27 mm4軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm高速大齒輪齒寬中點距左支點距離 L1 = （48/2-2+38.5-16/2）mm = 52.5 mm中間軸兩齒輪齒寬中點距離 L2 = （48/2+14.5+b3/2）mm = 78.5 mm低速小齒輪齒寬中點距右支點距離 L3 = （b3/2+7+27-16/2）mm = 66 mm2）計算軸的支反力： 水平面支反力（見圖b）:l Ft1(L2+L3)+Ft2L3F

30、nh1 =L1+L2+L3Ft1L1+Ft2(L1+L2)Fnh2 =L1+L2+L3=3052.8 N=3932.6 N1788.1 X (78.5+66)+5197.3X 6652.5+78.5+661788.1X 52.5+5197.3X (52.5+78.5)52.5+78.5+66垂直面支反力（見圖d）:Fnv1 =Fr1(L2+L3)-Fr2L3L1+L2+L3650.8X (78.5+66)-1891.7X 6652.5+78.5+66FnV2 =Fr1L1-Fr2(L1+L2)L1+L2+L3650.8X 52.5-1891.7X (52.5+78.5)52.5+78.5+66

31、=-156.4 N=-1084.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面B、C處的水平彎矩:Mhi = FnhiLi = 3052.8X 52.5 Nmm = 160272 NmmMh2 = Fnh2L3 = 3932.6X 66 Nmm = 259552 Nmm截面B、C處的垂直彎矩:Mvi = Fnvi Li = -156.4X 52.5 Nmm = -8211 NmmM v2 = FNV2L3 = -1084.5X 66 Nmm = -71577 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面B、C處的合成彎矩:2V1=160482 Nmm；MH1+M2 V2=26924

32、1 Nmm作合成彎矩圖（圖f ）4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:B）的強度。必要通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面 時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式(14-4)，取 a = 0.6，貝U有:；ca =McaWM?(a T2)2W.1604822+(0.6X 194.9X 1000)20.1 X 353MPa=46.3 MPa< ；_ = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:III軸的設計1求輸出軸上的功率P3、轉速n3和轉矩T3：P3 =

33、6.19 KW n3 = 90 r/min T3 = 656.9 Nm2求作用在齒輪上的力：已知低速級大齒輪的分度圓直徑為d4 = 261 mm則：Ft = 2T3d4=2X 65|61>< 1000 = 5033.7 NFr = Ft X tan ： t = 5033.7X tan 20° = 1832.1 N3初步確定軸的最小直徑：先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45鋼（調質），根據機械設計3（第八版）表15-3，取:Ao = 112,得:dmin = A° XP = 112X 3 69°9 = 45.9 mmn3輸出軸的最小直徑為安裝聯軸

34、器直徑處d12,所以同時需要選取聯軸器的型號，聯軸器的計算轉矩：Tea = KaT3，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取：Ka = 1.2,則:Tea = KaT3 = 1.2X 656.9 = 788.3 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%選取聯軸器型號為：LT9型，其尺寸為：內孔直徑50 mm，軸孔長度84 mm,貝U: d12 = 50 mm，為保證聯軸器定位可靠取：I12 = 82 mm。半聯軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 60 mm， 左端用軸肩定位，故取11-111 段軸直徑為：d23 = 53 mm。4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長

35、度:初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV 、VII-VIII上安裝軸承, 其段滿足軸承內徑標準，故取：d34 = d78 = 55 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用：6211型深溝球軸承，其尺寸為：dx D x T = 55mmx 100mm x 21mm。 由軸承樣本查得6211型軸承的定位軸肩高度為：h = 4.5 mm,故取：d45 = 64 mm。 軸承端蓋的總寬度為：20 mm,取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為：I = 20 mm, I23 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取低速大齒輪的內徑為：d4 = 64mm,所以：d67 = 6

36、4 mm,為使齒輪定位可靠取：I67 = 73 mm,齒輪右端采用軸 肩定位，軸肩高度：h > 0.07d = 0.07X 64 = 4.48 mm,軸肩寬度：b > 1.4h = 1.4 x 4.48 = 6.27 mm,所以：d56 = 73 mm, I56 = 10 mm；齒輪的左端與軸承之間采 用套筒定位，貝U:I34 = T3 = 21 mm145 = B2+a+s+5+c+2.5-l56 = 48+10+8+5+12+2.5-10 = 75.5 mmI78 = T3+s+a+2.5+2 = 21+8+10+2.5+2 = 43.5 mm5軸的受力分析和校核：1） 作軸的

37、計算簡圖（見圖a）:根據6211深溝球軸承查手冊得T= 21 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = （75/2+10+75.5+21-21/2）mm = 133.5 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = （75/2-2+43.5-21/2）mm = 68.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）:FtL3 5033.7X 68.5Fnh1 = L2+L3=133.5+68.5= 1707 NFtL2Fnh2 = L2+L35033.7X 133.5133.5+68.5垂直面支反力（見圖d）:Fnvi =FrL3L2+L31832.1 X 68.5133.5+68.5FnV2 =FrL2L

38、2+L31832.1X 133.5133.5+68.5=3326.7 N=621.3 N=1210.8 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:M h = FNH1L2 = 1707X 133.5 Nmm = 227884 Nmm截面C處的垂直彎矩:Mv = FNV1L2 = 621.3X 133.5 Nmm = 82944 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩:=242509 Nmm作合成彎矩圖（圖f）4）作轉矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:C）的強度。必要通常只校核軸上承受最大彎矩和轉矩的截面（即危險截面（14-4），取

39、。=McaCca = W時也對其他危險截面（轉矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據公式MPa2+(0.6X 656.9X 1000)20.1X 643=15 MPa< ；_. = 60 MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:第八部分鍵聯接的選擇及校核計算1輸入軸鍵計算：校核高速聯軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 6mmx6mmx 32mm,接觸長度:l =32-6 = 26 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hld；F = 0.25x 6x 26x 20x 120/1000 =

40、93.6 NmT > Ti，故鍵滿足強度要求。2中間軸鍵計算：校核高速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 10mm x 8mmx 40mm,接觸長度:l =40-10 = 30 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hld；F = 0.25 x 8x 30x 35x 120/1000 = 252 NmT > T2，故鍵滿足強度要求。3輸出軸鍵計算：(1) 校核低速大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 18mmx 11mmx 70mm,接觸長度:l =70-18 = 52 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hl

41、d" = 0.25x 11x 52x 64x 120/1000 = 1098.2 NmT > T3，故鍵滿足強度要求。(2) 校核低速聯軸器處的鍵連接：70-14 = 56 mm,則鍵聯接所能傳遞的轉矩為：T = 0.25hld；F = 0.25 X 9X 56X 50 X 120/1000 = 756 NmT > T3，故鍵滿足強度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據條件，軸承預計壽命:Lh = 8X 2X 8X 300 = 38400 h輸入軸的軸承設計計算：初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，所以：P = Fr = 674.9 N求軸承應有的基本額定載荷值

42、C為:C =674.9X60X 1440x 38400 = 10066 N106選擇軸承型號:查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有:10660X144019.5X 1000 ；674.95=2.79X 10 > Lh所以軸承預期壽命足夠。2中間軸的軸承設計計算(1)初步計算當量動載荷P：因該軸承只受徑向力，所以P = Fr = 1891.7 N(2)求軸承應有的基本額定載荷值C為:=1891.7X(3)選擇軸承型號:3 60 X 315.8106X38400=17014 N查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有:Lh =60片4=5.78X 104> Lh10619.5 X 1000'360X 315.81 1891.7 丿所以軸承預期壽命足夠。輸出軸的軸承設計計算：(1)初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，所以：P = Fr = 1832.1 N求軸承應有的基本額定載荷值=1832.1 X 360x90x 38400 = 10844 N106查課本表11-5，選擇:6211軸承，Cr = 43.2 KN，由課本式11-3有:10643.2 X 100060X 90i 1832.1=2.43X 10 > Lh所以軸承預期壽命足夠。第十部分減速器及其附